【正文】 0%以上采用高強度鋼板ULSAC：1997 年 5 月開始33 家鋼廠參加總投入 880 萬美元重量減輕 21%～32%(1)與同類車相比減重32%(2)采用了無框架車門結(jié)構(gòu)(3)用高強度鋼制造車門內(nèi)外板(4)用超高強度鋼制造車門桿件ULSAS：1997 年 5 月開始34 家鋼廠參加總投入 200 萬美元重量減輕 20%(1)與同類車相比減重約30%(2)制造成本比同類車降低20%(3)成本低于鋁材結(jié)構(gòu) 30%ULSABAVC：1999 年 1 月開始33 家鋼廠參加投入 1 000 萬美元開發(fā)新一代安全、環(huán)保、質(zhì)輕價廉的車身結(jié)構(gòu)(1)達到了 2004 年美國和歐洲五星級碰撞標(biāo)準(zhǔn)(2)生產(chǎn)成本920010200 美元(3) 鋼鐵用量減少，油耗降低使用了具有高回收性的鋼鐵。 國外汽車的高強鋼應(yīng)用研究在國外，隨著全球環(huán)境，能源的問題日益嚴(yán)重，世界汽車工業(yè)研究者們對車身輕量化問題的越發(fā)的重視起來，其中高強度鋼板在汽車車身上的運用比例越來越大。高強度鋼應(yīng)用于汽車零件上，可以通過減薄零件厚度來減輕車身質(zhì)量；、車身可減重6%、12%、18%。除了疲勞強度外，高強度鋼在汽車應(yīng)用中的各個性能指標(biāo)均正比于板厚和相應(yīng)的材料性能的n次方的乘積，如壓潰強度、撞擊吸能等。由于制造成本高、成型工藝復(fù)雜以及其焊接性差等原因，鋁、鎂合金在汽車車身制造中沒有大規(guī)模使用。通過對白車身進行尺寸優(yōu)化后，彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度均有所提高滿足了目標(biāo)車的要求，達到了車身輕量化的目的。 總結(jié)車身剛度分析的目的是檢驗轎車車身的剛度情況，為后面的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計做參考。優(yōu)化前后白車身結(jié)構(gòu)剛度、質(zhì)量對比如表22。限于篇幅僅列出部分設(shè)計變量，考慮到加工制造過程的實際情況，對優(yōu)化結(jié)果進行修正，取小數(shù)點后的一位有效數(shù)字。目標(biāo)函數(shù)：設(shè)置其質(zhì)量最小化。20%。 結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計 優(yōu)化條件的確定以板件的厚度作為變量進行尺寸優(yōu)化，根據(jù)前文中剛度分析的結(jié)果，選擇對車身剛度影響較大的結(jié)構(gòu)件的厚度作為設(shè)計變量，在此主要選取了42個車身板件厚度為優(yōu)化變量，其中32個結(jié)構(gòu)件是左右對稱的，設(shè)置為同一設(shè)計變量。圖21為白車身正面碰撞的設(shè)計策略。碰撞吸能區(qū)和能量傳遞區(qū)的主要功能是當(dāng)碰撞發(fā)生時，應(yīng)盡可能多地吸收能量，并傳遞能量以減少對乘員區(qū)的損害。對于尺寸優(yōu)化，通常使用直接法進行靈敏度分析，然而在一些實際情況中，當(dāng)存在多個設(shè)計變量和少量約束的時候，伴隨矩陣法也應(yīng)該被使用。目標(biāo)函數(shù)下降，總要有個終止準(zhǔn)則來停止迭代，常用的迭代終止準(zhǔn)則有：（1） 當(dāng)相鄰兩迭代點之間的距離充分短時，即 （27）（2） 當(dāng)相鄰兩迭代點的函數(shù)值下降充分小時，即 （28）或 （29）（3） 當(dāng)?shù)c的梯度充分小時，即 （210）上式中，為給定的收斂精度，一般。用該方法進行優(yōu)化時，首先采用懲罰函數(shù)方法將約束優(yōu)化問題化為無約束優(yōu)化問題。本文采用一維搜索方法進行白車身的輕量化設(shè)計。目標(biāo)： （21）約束： （22） （23）設(shè)計變量： （24）按已建立的數(shù)學(xué)模型，可求得問題的最優(yōu)解：最優(yōu)方案： （25）最優(yōu)值： （26）完整的規(guī)劃了的數(shù)學(xué)模型，包含三個內(nèi)容，即數(shù)學(xué)模型的三要素，它們是設(shè)計變量，目標(biāo)函數(shù)，約束函數(shù)和。 優(yōu)化設(shè)計理論與方法 優(yōu)化設(shè)計的數(shù)學(xué)模型優(yōu)化設(shè)計是根據(jù)最優(yōu)化的原理和方法，綜合各方面因素，以人機配合的方式或用自動探索的方式，在計算機上進行的自動或半自動設(shè)計，以選出在現(xiàn)有工程條件下的最好設(shè)計方案的一種現(xiàn)代設(shè)計方法。為了實現(xiàn)節(jié)能減排、提高振動特性的目標(biāo)，對該白車身進行輕量化設(shè)計。通過對白車身的試驗分析和計算分析，結(jié)合調(diào)研的相關(guān)資料和經(jīng)驗，全面了解了其強度、剛度和動態(tài)性能。優(yōu)化設(shè)計是 60 年代初發(fā)展起來的一門學(xué)科，是將最優(yōu)化原理和計算技術(shù)應(yīng)用于設(shè)計領(lǐng)域，為工程設(shè)計提供一種重要的科學(xué)設(shè)計方法。機械優(yōu)化設(shè)計是以數(shù)字規(guī)劃論為基礎(chǔ)的，運用計算機尋求機械設(shè)計最優(yōu)參數(shù)的現(xiàn)代設(shè)計方法。車身輕量化設(shè)計對于整車開發(fā)的影響也是多方面的：輕量化設(shè)計提高汽車的加速性能，同時整車的振動、噪聲、穩(wěn)定性會得到較大改善，車廂內(nèi)乘坐環(huán)境及舒適度得到提升；由于汽車整車質(zhì)量降低，行駛中的慣性相應(yīng)減小，制動距離縮短，可以有效降低因緊急事件而發(fā)生的碰撞概率和碰撞程度，整車安全性能得到進一步提高；鋼材消耗減小，降低生產(chǎn)成本，提高市場競爭力；可以降低油耗和減少污染物的排放。車身質(zhì)量占汽車總質(zhì)量的 40%左右，車身的輕量化對于整車的輕量化起著舉足輕重的作用。目前，能源危機的出現(xiàn)使“節(jié)油”再一次成為汽車研發(fā)的方向。而從模態(tài)分析結(jié)果可以看出，可以對頂棚、發(fā)動機艙、車身尾部等部位進行優(yōu)化設(shè)計，以改善車身動態(tài)特性，提高車身剛度。本章首先介紹了車身剛度分析的理論以及評價標(biāo)準(zhǔn)，并對車身進行了剛度分析，從有限元分析結(jié)果可知，該車靜剛度相對于國外同類車型略低，但符合標(biāo)車要求。對尾部進行局部結(jié)構(gòu)改進，可以改善整個白車身的動態(tài)特性。而對于傳動軸激振頻率和發(fā)動機激振頻率都高于車身的低階模態(tài)頻率，并且傳動軸激勵所占分量較小，對車身的低階頻率影響不大，容易避免；、較好的避開了上述所說的各種激振頻率，并且車身模態(tài)振型過度平滑，沒有突變現(xiàn)象，可見該車身模態(tài)特性較好，與相關(guān)車型相比處于合理范疇，兩種固有頻率明顯錯開，主要的彎扭模態(tài)沒有耦合，滿足了設(shè)計要求。 模態(tài)分析結(jié)果評價 車身的結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率應(yīng)盡可能的避開內(nèi)外的激勵以及自身零部件的共振頻率，比如：車輪不平激勵、路面激勵、傳動軸激勵、發(fā)動機激勵等。圖115是該車身的一階彎曲振型。表1 4白車身模態(tài)分析前十階模態(tài)階數(shù)頻率/Hz振型描述1頂棚擺動2頂棚+發(fā)動機艙擺動3車身后部擺動1一階扭轉(zhuǎn)5車身前部彎曲6一階彎曲7頂棚局部振動8地板彎曲+頂棚局部振動9一階扭轉(zhuǎn)+左右擺動10頂棚局部振動圖1 14 一階扭轉(zhuǎn)振型()圖1 15 一階彎曲振型()圖114是該車身的一階扭轉(zhuǎn)振型。表15所示為白車身前十階模態(tài)頻率及振型描述。用分塊蘭索斯（BlockLanczos）法，運用Radioss求解器計算該白車身結(jié)構(gòu)的自由模態(tài)。因此，對應(yīng)一般車身工程結(jié)構(gòu)，在模態(tài)分析時只求低階的振動頻率和振型。對于車身結(jié)構(gòu)，低階固有振型多為整體振型，能夠體現(xiàn)車身的基本特性，高階固有振型多為局部振型，考察車身局部零件時可以分析其高階振型。這是齊次方程(17)的通解。式(19)要有非零解的條件是系數(shù)行列式必須等于零，即： (110)為的次多項式(—總自由度數(shù))， 為正定陣，只要也為對稱正定陣，則必有個正實根，使：()參照式(19)，于是 (111)可以解得。將式(18)代入(17)，則可得到一個代數(shù)方程組： (19)式(19)是數(shù)學(xué)上的廣義特征方程。由于要計算的是車身結(jié)構(gòu)的固有特性，取=0；同時因車身結(jié)構(gòu)阻尼很小，對固有頻率和振型影響很小，可略去不計，則可取總阻尼矩陣=0。隨著時間變化的外載荷也都移植到相應(yīng)的節(jié)點上，形成載荷列陣。但在研究車身的振動特性時，可把它簡化成一個具有有限個自由度的線彈性系統(tǒng)[19]。通過它們分析車身結(jié)構(gòu)的基本特性，并判斷是否因外界激勵而引起共振。并且每一種振型對應(yīng)有唯一的固有頻率，系統(tǒng)的振動特性可用固有頻率和固有振型來表示。根據(jù)振動理論，對于單自由度系統(tǒng)來說，在最初的激勵下的一種自然的振動。在系統(tǒng)工作過程中，各結(jié)構(gòu)在不同情況下的條件十分復(fù)雜，在有限元分析過程中很難精確模擬，通常分析結(jié)構(gòu)的自由模態(tài)，即假定系統(tǒng)處于完全自由的狀態(tài)。 模態(tài)分析理論模態(tài)分析即是將線性定常系統(tǒng)振動微分方程組中的物理坐標(biāo)變換為模態(tài)坐標(biāo)，使方程組解耦，成為一組以模態(tài)坐標(biāo)及模態(tài)參數(shù)描述的獨立方程，以便求出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)[18]。在車身結(jié)構(gòu)的設(shè)計開發(fā)中，應(yīng)使車身的固有頻率避開外界的激振頻率，特別是由路面引起的激振頻率，防止共振現(xiàn)象，從而避免因共振對車身造成的損壞。這些模態(tài)都表現(xiàn)為車身的振動特性，低階模態(tài)多表現(xiàn)為車身的整體振型，高階模態(tài)多表現(xiàn)為車身的局部振型。所以，可以用車身的模態(tài)頻率來衡量車身的動態(tài)剛度。 車身模態(tài)分析評價車身的剛度特性，除了要考察其靜態(tài)剛度外還要考察車身的動態(tài)剛度。兩種工況下開口對角線尺寸變化量如表14。通過計算車身開口部分對角線的變化量來衡量車身洞口變形。根據(jù)公司提供的標(biāo)桿車的剛度要求彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度分別為11000和10000，車身的剛度基本滿足。從圖113中可看出，扭轉(zhuǎn)工況下扭轉(zhuǎn)角沿車身縱向的分布曲線較為平滑，說明車身整體結(jié)構(gòu)剛度分配較合理。表1 3 扭轉(zhuǎn)工況下分析點垂直方向位移編號1231567扭轉(zhuǎn)角編號891011121311扭轉(zhuǎn)角圖1 13 車身對應(yīng)測點扭轉(zhuǎn)角分布曲線在扭轉(zhuǎn)工況下，、。圖1 10扭轉(zhuǎn)工況約束載荷示意圖運用Radioss求解器計算，在HyperView里查看分析結(jié)果，提取車身的位移云圖如圖111，應(yīng)力云圖如圖112。而圖19顯示出車身縱向的分布曲線較為平滑，說明車身整體結(jié)構(gòu)剛度分配較合理。圖1 8 分析點位置分布圖表1 2彎曲工況下分析點及垂直方向位移編號節(jié)點號垂直位移編號節(jié)點號垂直位移R1206877L1160838R2206166L2160539R3205968L3160378R1191531L1179530R5336173L5139871R6335311L6122935R7330609L7119793R8330156L8119882R9327775L9117003R10326333L10111730R11278603L11267672R12276659L12265752R13277865L13266961R11277371L11266169圖1 9 彎曲剛度曲線圖由表12得，車身在彎曲工況下，右側(cè)縱梁節(jié)點335311出位移最大。圖1 5 彎曲工況載荷約束圖運用Radioss求解器進行計算，在HyperView里查看分析結(jié)果，提取車身的位移云圖如圖16，應(yīng)力云圖如圖17。在座椅固定處施加左右對稱的向下的力6000N。完成后的車身結(jié)構(gòu)模型共有181530個殼單元，6839個焊接單元，%，如圖14所示.圖14 白車身有限元模型 車身剛度分析計算 本課題在白車身結(jié)構(gòu)有限元模型的基礎(chǔ)上，應(yīng)用Radioss求解器對白車身的靜態(tài)剛度性能（彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度）進行了計算分析，為下一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了數(shù)據(jù)參考。由于車身主要是由鈑金沖壓件焊接而成，因此，采用殼單元Quard1和Tria3對各個鈑金構(gòu)件進行離散化。劃分網(wǎng)格之前對模型進行必要的幾何清理，修正模型存在的缺陷，清除不必要的細節(jié)，簡化措施如下：(1)忽略車身結(jié)構(gòu)表面上的小孔、開口、翻邊等，它們的設(shè)計目的是為了局部連接或讓一些管路、電線束的穿過，對整車的結(jié)構(gòu)特性影響極小。車身的扭轉(zhuǎn)剛度，即單位扭轉(zhuǎn)角所受到的力矩： (15)式(15)中，GJ為轎車車身扭轉(zhuǎn)剛度（單位：Nm/deg）；T為車身上施加扭力（單位：N），L為車身軸距（單位：m），為車身軸間相對扭轉(zhuǎn)角度（單位：）。當(dāng)車身或車架上作用有反對稱垂直載荷時，結(jié)構(gòu)處于扭轉(zhuǎn)變形，如圖13所示。轎車車身的彎曲剛度也可用車身所受載荷與最大彎曲撓度的比值來衡量的，彎曲剛度計算公式為： (13)此時彎曲剛度的單位是N\m。對于車身結(jié)構(gòu)來說，也可以用車身底部兩側(cè)縱梁測點沿車身縱向的撓度曲線評價車身彎曲剛度，由撓度曲線還可看出彎曲剛度沿車身縱向分布的平滑性。m2； F為集中載荷，單位為N； L為軸距，單位為m； b、a分別是前后支撐點到載荷的距離，單位為m； z為垂直撓度，單位為m； x為計算z值點到前支撐點的距離，單位為m。根據(jù)材料力學(xué)中計算簡支梁的彎曲剛度的公式，可由車身所受的載荷和最大彎曲撓度值來計算車身彎曲剛度。當(dāng)車身或車架上作用有對稱垂直載荷時，車身結(jié)構(gòu)發(fā)生彎曲變形，其整體的彎曲剛度可以由車身底架或車架的最大垂直撓度來評價。圖1 1 車身的主要開口表1 1洞口變形量要求彎曲工況前門洞口對角線變化＜后面洞口對角線變化＜扭轉(zhuǎn)工況前風(fēng)窗對角線變化＜5mm后風(fēng)窗對角線變化＜5mm前門洞口對角線變化＜3mm后門洞口對角線變化＜3mm 車身彎曲剛度分析理論 彎曲剛度可看作是在車身垂直力作用時車身的縱向張力，是表示車身撓曲程度的量。圖11為車身主要開口及測量對角線的示意圖。因此，要對車身洞口部分變形進行評價。（2）車身風(fēng)窗洞口剛度評價車身的洞口主要有車門、風(fēng)窗、發(fā)動機艙和行李艙等幾個部位。如果曲線比較平滑，則說明車身剛度分布較